门式起重机设计计算书

双梁通用门式起重机MLH10T28M 设计计算书
目录
一、产品用途……………………………………………………………
二、主要技术参数………………………………………………………
三、设计计算校核………………………………………………………
1．主梁设计………………………………………………………
2．支腿设计校核…………………………………………………
3．上下横梁设计校核…………………………………………………
4．起重机刚度设计校核………………………………………………
5．起重机拱度设计校核………………………………………
6．减速电机的选用………………………………………
设计计算校核：
一、产品用途
门式起重机是广泛用于工厂、建筑工地、铁路货场、码头仓库等处的重要装卸设备，按其用途不同，分为通用门式起重机，造船门式起重机和集装箱门式起重机。

本产品为双梁门式起重机，为应用最广的一种。

二、主要技术参数
项目名称主要技术参数备注
安全起重量10T
跨距28m
起升高度9m
起重机等级A5
起升机构等级M4
起升速度5/0.83m/min
大车速度32m/min 变频无级调速
小车速度20m/min 变频无级调速
起重机桥架质量32T
起重机控制室内地面操作
总功率23KW
主梁形式箱形梁焊接
表面处理要求抛丸处理
小车质量0.7T
最大轮压140KN
控制电压48V
电源380V/50Hz
三．设计计算校核
（一）．主梁计算
主梁的截面高度取决于强度、刚度条件，一般取h=（121~14
1
）L=2333.3~ 2000
主梁计算的最不利工况为：起重机带载（小车在任意位置）运行起、制动并发生偏斜的情况。

主梁承受的载荷有：结构重量，小车载荷，起升或运行冲击力，运行惯性力，偏斜侧向力。

1.载荷与内力
主梁承受垂直载荷与水平载荷，应分别计算。

A ，垂直平面
主梁在垂直平面内的计算模型应按门式起重机的各种工况分析确定。

当门式起重机静止工作时，由于超静定门架的刚性支腿下端有水平约束,而使主梁减载、支腿加载；当门式起重机带载运行工作时，却能明显地减小超静定门架支腿下端的水平约束，甚至降低到零，这时主梁受载最大。

因此，应取简支梁计算模型。

对门式起重机的静定门架，不管其工况如何，主梁始终为简支梁模型。

（1）载荷
1）主梁自重载荷——自重载荷可参照相近的结构估算，也可根据预选的主梁截面推算，已知一根主梁质量m G =21070kg ，则一根主梁的单位重
量（N/m ）
F g =
l
L g
m G 2 =7101.5N/m 小车轨道重量 F g =m g g=24×9.81=235.4N/m 主梁的均布载荷Fq=Fq ’+Fg=7336.9N/m 2）小车集中载荷 小车轮压
根据提升机构和运行机构的设计布置，近似看成吊钩铅垂线中心通过小车中心O ，小车重心也在O 点，l 1=400mm ，l 2=400mm 计算小车轮压：
提升载荷为 P Q =（m Q +m 0）g=99081N 小车重量为 P Gx =m x g=6867N 满载小车的静轮压为
P j1=0.5P Q （1-l 1/b ）+ P Gx ×l 2/2b=26487N P j2=0.5P Q l 1/b+ 0.5P Gx （1-l 2/b ）=26487N ΣP= P j1+P j2=52974N 空载小车轮压为
P 1’=0.5 m 0
g （1-l 1/b ）+ P Gx ×l 2/2b=1717N
P 2’=0.5 m 0
gl 1/b+ 0.5P Gx （1-l 2/b ）=1717N
3）冲击力——自重载荷与小车载荷还应考虑起重机工作时的动力效应。

起升冲击系数——φ1=1.1
起升动载系数——φ2=1+0.7Vq=1+0.7×5/60=1.0583
运行冲击系数——φ4=1.1+0.058v d h =1.1+0.058×32/60=1.130 （h=1mm ）
统一取较大值φ4=1.13
通常根据运行速度可以查表得到φ4 的值为1.0
综上所述：φ4 =1.0
（2）内力小车位于跨中央对主梁产生的垂直弯矩
M cv=φ4（
8
42
L
F
PL q
+
∑）=1089834.2
B.水平平面
主梁在水平平面内采取一侧与支腿铰接另一侧与支腿刚接的简支梁模型，以便传递偏斜侧向力产生的力偶作用，这种模型计算最简单，
（1）载荷主梁在是水平面内承受大车运行起、制动产生的惯性载荷和偏斜侧向力作用。

1）大车运行起、制动的惯性力——大车运行起、制动时由结构自重和小车质量产生的水平惯性力，与大车主动轮的轮数及其分布有关，因：主动轮数为全部轮数的一半且分配与下横梁的四角，所以结构或小车的惯
性力分别取为各自重量的
10
1
一根主梁的惯性力P Gg=20669.7N
大，小车都是4各车轮，其中主动轮各占一半，按车轮打滑条件确定大，
一根主梁上小车的惯性力为
P xg =ΣP/2×7=52974/14=3783.9N
大车运行起、制动惯性力为（一根主梁上）
P H=ΣP/2×7=52974/14=3783.9N
F H=Fq/2×7=524.1N/m
()()
主梁跨端设备惯性力影响小，忽略
2）偏斜运行侧向力门式起重机偏斜运动时，大车轮的轮缘与轨道侧面接触而产生水平侧向力。

通常侧向力仅作用在一侧支腿架底部，一根主梁的重量为
PG=m Q g=206696.7N
一根端梁单位长度的重量为
F q1=kρAg=1.5×7850×0.026×9.81N/m=3003.3N/m
一根端梁的重量为
P=F B=3003.3×5.9N=17761.5N
（1）满载小车在主梁跨中央左侧端梁总静轮压按下图计算
P R1=0.5（P Q+P Gx）+0.5（2P G） +P Gd
=277432.2N
由L/B0的数值可查得λ=0.175
侧向力为
P s1=0.5P R1λ=24275.3N
（2）满载小车在主梁左端极限位置
左侧端梁总静轮压为
P R2=（P Q +P Gx ）（1-e 1/L ）+0.5（2P G ）+P Gd
=224458.4N
侧向力为
P s2=0.5P R2λ=19640.1N （2）内力 1）垂直载荷
计算大车传动侧得主梁，在固定载荷与移动载荷作用下，主梁按简支梁计算，如图所示
11
固定载荷作用下主梁跨中的弯矩为 Mq=φ4（F q L 2/8+P Gj d 1/2）
=1（8287336.92 +8829×2
65.0）
=721885.6N 跨端剪切力为
F qc ≈φ4（0.5 F q L +P Gj ）=1×(0.5×7336.9×28+8829) =111546N
移动载荷作用下主梁的内力
a．满载小车在跨中。

跨中E点弯距为
M p＝φ4ΣＰ（Ｌ－b１）２／4L
轮压合力ΣＰ与左轮的距离为
b1=b/2=0.45m
则M p=52974×（28-0.45）2 /4×28
=358995N·m
跨中E点剪切力为
F p≈0.5φ4ΣＰ（1－b１/L）=26061.39N
跨中内扭矩为
T n=0.5（φ4T P+T H）=23176.1·m
b。

满载小车在跨端极限位置。

小车左轮距梁端距离为c1=e1-l1=0.263m
跨端剪切力为
ＦＰＣ=φ4ΣＰ（L－b１－c１）／Ｌ＝51719.7N
跨端内扭矩为
Ｔn1＝（φ4Ｔp＋ＴＨ）（１－e１／Ｌ）
=46055.9N
主梁跨中总弯矩为
Ｍx＝Ｍq＋ＭＰ＝1080880.6N·m
主梁跨端总剪切力（支承力）为
ＦＲ＝ＦＣ＝Ｆq
Ｃ＋ＦＰＣ＝163265.7N
y
2
y
x1
２）水平载荷
a.水平惯性载荷。

在水平载荷ＰＨ作用下，桥架按刚架计算。

因箱形主梁与端梁连接面较宽，应取两主梁轴线间距Ｋ'代替原小车轨距Ｋ构成先的水平刚架，这样比较符合实际，于是
Ｋ'＝Ｋ＋２x1= 2+2×0.225=2.450000m
b=0.5Ｋ' =1.225m
a=0.5（B0－K‘）=2.1375m
水平刚架计算模型如下图所示：
①小车在跨中。

刚度的计算系数为
r1=1+2abI1/[3（a+b）LI2] =1.0232
跨中水平弯矩与单梁计算相同
M H=17670.8N·m
跨中水平剪切力为
F PH≈0.5P H=3153.5N
跨中轴力为
N H=（a-b）（F H L2/12+P H L）/abr1=-23681.4／r１
②小车在跨端。

跨端水平剪切力为
Ｆ‘ＣＨ＝ＦＨＬ／２＋P H（１－e1/L）
=6334.6N
2）偏斜侧向力。

在偏斜侧向力作用下，桥架也按水平刚架分析这时，计算系数为
r S=1+K‘I1/3LI2=1.0654
①小车在跨中。

侧向力为
P S1=8681.96N
超前力为
P W1= P S1B0/L=3307.4N
端梁中点的轴力为
N d1=0.5 P W1=1653.7N
端梁中点的水平剪切力为
F d1=1450.52N
主梁跨中的水平弯矩为
M S=221.2N·m
主梁轴力为
N S1=7231.44N
主梁跨中总的水平弯矩为
M y=17892 N·m
同理小车在跨端时的应力也能计算出来：
侧向力P s2=13246.6N
超前力P W2=5046N
端梁中点的轴力为N d2=2523N
端梁中点的水平剪切力为
F d2=2213.1N
主梁跨端的水平弯矩为
M cs= P s2a+F d2b=13583.8 N·m
主梁跨端的水平剪切力为
F cs= P w2- N d2=0.5 P w2=2523N
主梁跨端总的水平剪切力为
F cH= F’cH +F cs=8857.6N
小车在跨端时，主梁跨中水平弯矩与惯性载荷下的水平弯矩组合值较小，不需计算。

2．强度
需计算主梁跨中截面危险点的强度
（1）主腹板上边缘点的应力
主腹板边至轨顶距离为
h y=107+5=112mm
主腹板边的局部压力应为
σm=32.22Mpa
垂直弯矩产生的应力为
σ01= M x y/I x=58.4MPa
水平弯矩产生的应力为
σ02=M y x1/I y=1.58MPa
惯性载荷与侧向力对主梁产生的轴向力较小且作用方向相反，应力很小，故不计算
主梁上翼缘板的静矩为S y=1654800mm3
主腹板上边的切应力为
τ=1.25Mpa
该点的折算应力为
σ0=σ01+σ02=59.98Mpa
σ=σ02+σm2-σ0σm+3τ2 =51.96 Mpa<[σ]II=259Mpa
同理校核其他危险点，其应力也都小于许用应力
（2）主梁跨端的切应力
主梁跨端截面变小，为便与大，端梁连接，取腹板高度等于端梁
Gj Fq
E Gj
d1
高度h d=1300mm，跨端只需计算切应力
a)主腹板。

承受垂直剪力F c及扭矩T n1，故主腹板中点切应力
为
τ=37.13Mpa<[τ]II=150Mpa
副腹板中两切应力反向，可不计算
b)翼缘板。

承受水平剪切力F CH及扭矩T n1
τ=8.21MPa<[τ]II=150Mpa
主梁翼缘焊缝厚度取h f=8mm。

采用自动焊接，不需计算。

3．主梁疲劳强度
桥架工作级别为A5，应按载荷组合I计算主梁跨中的最大弯矩截面的疲劳强度。

由于水平惯性载荷产生的应力小，为了计算简明而忽略惯性应力。

求截面E的最大弯矩和最小弯矩，满载小车位于跨中，则
M max=M x=258663.9N·m
空载小车位于右侧跨端时左端支反力为
F R1=1/L[P1‘（b+c2）+ P2‘c2]=1636N
M min=M q+φ4F R1z=245844.2N·m
z=0.5(L-b1)
d1
上图主梁跨中最小弯矩计算
4．主梁的稳定性
（1）整体稳定性
主梁宽高比
h/b=1300/450=2.9<3 稳定
（2）局部稳定性
翼缘板b0/δ0=350/16=21.875<50
翼缘板最大外伸部分b e/δ0=42/8=5.25<12 稳定
1300=162.5>160
主，副腹板h0/δ=
8
除设置横向加劲肋外，还需设置两条纵向加劲肋，第一条设置在距腹板受压边为h1=175mm，h2=745mm，通常只验算最上面的区格I的稳定性。

1)中主腹板上区格I的稳定性。

区格两边正应力为
σ1=σo1+σo2=(101.2+5.9)MPa
=107 MPa
σ2=σo1 y1-330 +σo2=65.2
y1-10
ψ=σo1 /σ2= 65.2/107=0.61 ＞0
＜1
(属不均匀压缩板)
区格I的欧拉应力为
σB =18.6(100δ/b)2=18.6×(100×8/320)2
MPa=116.25 MPa
(b=h1=320mm)
区格分别受σ1、σm和τ用时的临界压应力为
σ1 c r =XKσσE
嵌固系数X=1.2, a=a/b=1600/3205＞1 ,屈曲系数kσ=8.4/ψ+1.1=4.912, 则σ′1cr =1.2×4.912×116.25 MPa
= 685.2 MPa＞0.75σB
=176 MPa
需修正,则
σ1 c r=σB (1－σB /5.3σ′1cr )
=235 (1－235/5.3×685.2) MPa
=219.8 MPa
腹板边局部压应力σm =50.57 MPa
压力分布长C =2h y +50 =〔2×(134+10)+50〕mm
= 338mm
α=a/b=5＞3, 按a= 3b 计算，
α= 3
β= c/a = c/3b =338/3×320 =0.352
区格I属双边局部压缩板，板的屈曲系数为
l m = 0.8(2 + 0.7/ a2 ) (1+β/αβ)
= 0.8 (2 +0.7/32 ) (1+0.352/3×0.352 )
=2.128
σ′mcr = XK mσE = 1.2×2.128×116.25 MPa
= 296.86 MPa ＞0.75σE
需修正，则
σmcr =235 (1- 235/5.3×296.86 ) MPa
= 200 MPa
区格平均切应力为
τ= F p / h0 ∑δ+T n /2A0δ
=〔128960.8/1600(8+6) + 51645×103/2×1212330×8〕MPa =8.42 MPa
由α= α/β= 1600/320 = 5＞1, 板的屈曲系数为
Kτ= 5.34 + 4/α2 = 5.34 + 4/52 = 5.5
τ′cr =X KτσE =1.2×5.5×116.25 MPa
=767.25 MPa
√3τ′cr = √3 ×767.25 MPa
=1329 MPa ＞0.75σ
需修正，则
√3τcr = 235（1- 235/5×1329）MPa
= 227.16 MPa
τcr = 227.16/√3 MPa =131.15MPa
区格上边缘的复合应力为
√σ21 +σ2m–σ1σm +3τ2
= √1072+50.572-107×50.57+3×8.422 MPa
=93.85 MPa
α= α/β = 5＞2,区格的临界复合应力为
σcr = √σ21 +σ2m –σ1σm +3τ2
⎪⎭⎫ ⎝⎛+cr 1141σσψ+⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛-cr X 1143σσψ2+⎪⎭⎫ ⎝⎛mcr m σσ2+⎪⎭⎫ ⎝⎛cr ττ2 = 215.13142.820057.508.219107461.038.219107461.0185.932⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛-+⎪⎭⎫ ⎝⎛+ MPa
=160 MPa
[]cr σ = n cr
σ = 33
.1160 MPa = 120.3 MPa √σ21 +σ2m –σ1σm +3τ2 ＜[]cr σ
区格Ⅱ的尺寸与Ⅰ相同，而应力较小，与上翼缘板顶紧以支承小车轨道，间距a 1=400mm
2) 验算跨中副腹板上区格Ⅰ的稳定性。

副腹板上区格Ⅰ只受σ1与τ的作用。

区格两的正应力为
σ1=σ01+σ021
223X X - =⎪⎭
⎫ ⎝⎛
-+7.330233.4459.52.101X MPa =()53.72.101+ MPa
=108.7 MPa σ2=σ011033011--y y +σ021
223X X - =(101.2X 10
6.7833306.783--+
7.53) MPa =66.9 MPa
切应力
τ=δ∑0h F p -δ
02A T n =()⎥⎦
⎤⎢⎣⎡-+61212330210516456816008.1289603X X X MPa =2.2 MPa （很小）
区格Ⅰ的欧拉应力为
σE =18.6⎪⎭⎫ ⎝⎛b δ1002 =18.6X ⎪⎭⎫ ⎝⎛3206100X 2 MPa =65.4 MPa
ψ=12σσ=7
.1089.66=0.615＜1 (属于不均匀压缩板)
α=βα=320
1600=5＞1 K σ=
=+1.14.8ψ715.14.8=4.898 σ′1cr = XK σσE =1.2X4.898X65.4 MPa
=384.4 MPa
σ′1cr ＞0.75σE 需要修正，则
σ1 c r =235⎪⎭
⎫ ⎝⎛-4.3843.52351X MPa =208 MPa
α=5＞1, K τ=5.34+
24　α
=5.34+254=5.5 τ′cr = XK σσE =1.2X5.5X65.4 MPa
=431.6 MPa
3τ′cr =3X431.6 MPa
=747.55 MPa ＞0.75σE
需修正，则
3τcr =235⎪⎭
⎫ ⎝⎛-55.7473.52351X MPa =221 MPa
τcr =3221
MPa=127.6 MPa
复合应力为
2231
τσ+=222.237.108X + MPa =108.77 MPa
5=α＞2,区格Ⅰ的临界复合应力为
σcr =22221111
43413⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛-+⎪⎭⎫ ⎝⎛++cr cr cr ττσσψσσψτσ
=226.1272.22087.1084615.032087.1084615.0177
.108⎪⎭⎫ ⎝⎛+⎥⎦⎤⎢⎣⎡⎪⎭⎫ ⎝⎛-+⎪⎭⎫ ⎝⎛+ MPa
=207.94 MPa
2231τσ+=108.77 MPa ＜n cr σ
=33
.194.207 MPa =156.3 MPa
区格Ⅱ和跨端应力较小，不再计算
3) 加劲肋的确定，横隔板厚度δ=6mm,板中开孔尺寸为
340mmX1100MM.
翼缘板纵向加劲肋选用角钢＜70X70X6,A=816mm 2, Ⅰx1=377700mm 4 ，
纵向加劲肋以翼缘板厚度中线（1-1）的惯性矩为 ⅠZ =Ⅰx1+Ae 2 =Ⅰx1+A(b+0.5δ0-Z 0)2 =377700+816(70+0.5X10-19.5)2mm 4
(Ⅰx ) =0.8m
2b αδ30 =0.8X
746
16002
X103mm 4 =2.7453X106mm 4 Ⅰx ＞(Ⅰx ) （合格）
主、副腹板采用相同的纵向加劲肋＜60*63*5, A=614.3mm 2, Ⅰx1 =231700mm 4
纵向加劲肋对主腹板厚度中线的惯性矩为
Ⅰx = Ⅰx1+Ae λ=231700+614.3X49.62mm 4=1742976mm 4 (ⅠZ ) =(2.5-0.45
h α))(0
h
α
)2δ3 =(2.5-0.45X 16001600)(1600
1600)2
X83mm 4 ＜ⅠZ
(Ⅰx ) =1.5h 0δ3=1.5X1600X83mm 4 =1228800mm 4 ＜Ⅰx （合格） （二）．支腿计算
因此行车支腿上下截面是一样的，故不用折算。

1． 载荷及内力
支腿平面内计算饿最不利工况是：满载小车在主梁极限位置，起重机不动或带偏斜运行并制动，
支腿在门架平面和支腿平面同时受载，应按同一工况进行计算。

支腿承受的载荷有：结构重量，小车载荷，运行冲击力，运行惯性力，偏斜侧向力。

（1） 门架平面
F A
F
L
A
B
D
0.5L
ΣP
F
F B
C
受力如上图所示
支反力 F A =21
ΣP=26487N
F B =2
1
ΣP=26487N
F= ）
（）
（321654322+-∑k HL b L P =4048.4N
弯矩 M C =M D =-FH=-32585.4N ·m
M max =D A M b L F
+-）
（24
=397443.8N ·m 支腿顶部垂直弯矩 M dv =
（2） 支腿平面 由计算模型简图可得： F A =F B =P=26487N
F=）（121233]
23[3k I
b H A B
abk ab I PH t t
+++1972.3N
M C =M D =F A a-FH i =17.2N ·m M P =F A d-FH i =17.2N ·m 2． 支腿强度与稳定性 （1） 强度
刚性支腿除承压外，还在两个刚架平面内承受弯矩，故为双向压弯构件。

支腿强度为：
a.支腿顶部截面 （开始弯曲处） σ=
td
d
y d x td A N I x M I y M +
+≤[σ]
支腿顶部截面惯性矩
b.支腿上法兰截面
σ=
f
d
y
f x
tf A N I x M I y M +
+≤[σ] 支腿法兰截面惯性矩
（2） 稳定性
1） 整体稳定性 支腿两端与主梁、横梁刚接构成空间刚架，计算支
腿稳定性时，必须考虑主梁对支腿端部的约束影响。

空间刚架的支腿稳定性计算十分复杂，为了简化，可将空间刚架分解成两个相互垂直的平面刚架来计算，而忽略两个平面刚架之间的相互影响。

根据研究，各种刚架在失稳事将发生对称屈曲或反对称屈曲，除U 形门架外，各种门架反对称屈曲的稳定性最差，最不利。

门架设计中考虑主梁横梁对腿端的约束的影响，主要是根据刚构件的刚度比r i 来确定支腿的计算长度系数μ1，从而求得支腿的计算长度。

各种门架，支腿刚架的支腿，考虑腿端约束的计算长度系数μ1可以查表得出。

这样门架平面支腿的计算长度为 l 0=μ1l 1=2×7.54=15.08m 稳定系数φ=1 支腿稳定性 σ=
td
d
y d x td A N I x M I y M ϕ+
+≤[σ] 2） 局部稳定性
由薄钢板制成的固定截面箱形支腿，其截面受力是均匀压应力。

所以比较稳定。

（三）．上，下横梁计算
1．上横梁
上横梁由钢板组成箱形截面，与支腿上部构成曲梁，它承受弯矩，扭矩，剪力和轴向力的作用。

但因其截面较大，强度和整体稳定性一般都没问题，只要是验算翼缘板和腹板的局部稳定性。

整体的稳定性
b h =420
753=1.79〈3 稳定 局部稳定
翼缘板
00
δb =
8420
=52.5〈60 稳定
腹板δ0h =8
737=92.125 大于65，小于130因此，需设置隔板，根据情
况需要，也可以调整。

2.下横梁 整体的稳定性
b h =270
523=1.93〈3 稳定 局部稳定
翼缘板
00
δb =
16270
=16.875〈60 稳定
腹板δ
0h =18491=27.3 小于65因此，不需设置隔板，根据情况需要，也
可以调整。

下横梁在支腿法兰座截面和跨中截面都产生弯矩，后者最大，在跨中由支腿水平力对下横梁引起的反向力矩将起减载的作用，下横梁跨中弯矩
M C =F RD 20
B ——
212
0142
h N B
F S
B F x D
q -—ϕ=
下横梁的计算模型
（四）刚度计算
根据行业标准的要求，对于门式起重机结构，除了计算强度和稳定性外，还要验算门架结构的静态刚度和起重机的动态刚度。

1．静刚度
门架结构的静刚度以满载小车位于门架指定位置产生的静挠度、水平位移和惯性位移来表达。

（1）门架的垂直刚度
门架垂直静刚度用垂直静挠度表达。

对于具有两侧刚性支腿的门架，应按外部一次超静定刚度来计算主梁跨中的静挠度，计算模型按门加受力图。

满载小车位于悬臂端极限位置产生的垂直静挠度为
][12
83
84832643482333Y k k EI PL EI k PL EI PL Y ≤++∑=+∑-∑=
）（）（ 2．门架水平惯性位移
满载小车运行惯性力对超静定门架顶部产生的惯性位移，
Δxg
门架水平位移计算
][12122
∆≤+=∆EI
k PxgLH xg
）（
3． 桥架水平惯性位移
满载小车位于跨中时由大车运行起、制动对主梁跨中产生的惯性位移，
][)38
5(484822
23s y H y H X l L EI L F EI L cP Xs ≤-+=
4． 支腿刚架水平惯性位移
满载小车位于支腿刚架处，物品高位悬挂，起重机运行起、制动时支腿刚架顶部的惯性位移，按下图计算。

支腿刚架顶部的惯性力为
]
[)(12)12()](32
21[141212t st t Htt pt t f d s t G x Q Htt B
b EI k bH P t g m m m m m m m m P ∆≤+=∆+++++++=
移为支腿刚架顶部的惯性位 2．动刚度
门式起重机的动刚度以满载小车位于起重机的指定位置产生的满载自振频率表达。

（1） 垂直动刚度
满载小车位于跨中工作时， 应按同一标准来检验起重机的垂直自振频率。

起重机的垂直自振频率 v=][)
1)((21
00fv y g
≥++βλπ
=2Hz
H
L
I 1
m 1
I
l r
m 1
K r 2．水平动刚度
起重机和小车运行工作时，将使门架和支腿刚架产生水平振动，需验算结构的水平自振频率，
门架和支腿刚架的水平自振频率，按物品高位悬挂的满载小车计算。

经研究推荐取[f H ]=1.5~2Hz
][1
21H h H f m f ≥=
δ
π
2m t
L
I 1
2m t
I
m G +m Q +m x δm
门架和支腿刚架水平自振频率的计算
（五）主梁的拱度。

为使小车正常运行，门式起重机的主梁也需要在跨间设置拱度。

主梁跨中央上拱度取为m L 056.0500
，其他部分按二次抛物线变化。

根据计算，此梁的挠度符合要求。

（六）．减速电机的选用
根据机械行业标准，选用此行车的减速电机。

1． 结构形式
减速机构采用三级渐开线圆柱齿轮传动，采用GES5-F07电动机加电
磁制动器系列减速器。

2．安装形式
减速机构与运行车轮轴采用插装方式，，并通过减速器上力矩支承孔
保持平衡，按分别驱动配置。

3．电动机的选用
初步选定使用GES5-F07系列电动机，根据具体条件计算：
要求大车运行速度为32m/min(0.533m/s)，已知小车满载时，车轮
的最大轮压为140KN.
(1)计算电机功率
确定运行静阻力，即摩擦静阻力，包括车轮沿轨道滚动的阻力，车
轮轴承内的摩擦阻力以及车轮轮缘与轨头侧面间的附加摩擦阻力，一般只
考虑前2种基本摩擦阻力之和乘以附加系数来考虑。

由于起重机的工作等级为A5，所以其接电持续率JC取25%
计算运行静阻力
F=f1+f2=N(μ1+μ2)=140000(0.024+0.0056)=4144N
计算电机额定功率
P=FV=4144×0.53=2196W≈2.2KW
选用电机
对于三合一减速电机来说，知道所选用的电机，以及传动比可以
确定其减速机构。

最后选用减速电机型号为GES590PS2BOF07XA200。